sup> = (1000 * 544/(0.2 * 25)) 0.33 = 47.7
d a 2 /2 +47.7/2 = 185.61/2 +24 = 116.80 <160 тобто колесо Z2 не перетинає вал III
Конусна відстань
Ширина колеса b w = R l * K bl = 69.64 * 0.285 = 19.85 мм в†’ 20 мм
Кут ділильного конуса шестерні Оґ 1 = arctg (Z1/Z2) = arctg (19/67) = 15 вЃ° 49 `
Оґ 2 = 90 - Оґ 1 = 74 вЃ° 10 `
2.3 Перевірочний розрахунок на згинальну витривалість швидкохідної ступені
Визначення слабкого елемента контактують коліс
Маємо Z 1 = 19, cosОІ = 0.867, Z 2 = 67
Еквівалентне число зубів:
Коефіцієнт форми зуба Y f 4 = 3.95 при X = 0
Додаток див. [Балдін, Галеві; стор 43; рис 2,13]
При Z 2 = 67 еквівалентне число зубів
Коефіцієнт форми зуба Y f 4 = 3.79 при Х = 0
Порівняємо [Пѓ F ] 1 /Y F 1 і [Пѓ F ] 2 /Y F 2 ; 278/3, 95 = 70,4> 259/3.79 = 68.3
Висновок: слабким елементом є зуб колеса, тому розрахунок изгибной витривалості ведемо по зуба колеса [Пѓ F ] 2 = 259 МПа
Визначення розрахункового навантаження при розрахунку на згинальну витривалість
В
ОЅ F = 0.94 +0.08 * U б = 0,94 +0,08 * 3.55 = 1.224 коефіцієнт здатності навантаження для конічних передач з круговим зубом;
K FОІ = 1.103 при ОЁ bl = 0.590
K FV = 1,11 при HB <350, V = 3.83 м/с, і 8 го ступеня точності
K FО± = 1.22
В
Визначення діючих напруг вигину для зуба колеса.
МПа
y ОІ = cosОІ - коефіцієнт, враховує нахил зуба;
Коефіцієнт, враховує перекриття зубів:
В
Визначення коефіцієнта торцевого перекриття.
В
Висновок: Пѓ F 2 = 81.39 МПа ≤ [Пѓ H ] = 259 МПа, працездатність зубчастої передачі по изгибной витривалості забезпечена.
Перевірочний розрахунок зубів при перевантаженнях.
Розрахунок ведеться за T max у момент пуску, T max /T ном = 2,4 з характеристики двигуна.
Контактні напруги в момент пуску:
В
Висновок: Пѓ Hmax = 848 МПа ≤ [Пѓ H ] max 3 = 1260 МПа, контактна міцність робочої поверхні зуба при перевантаженнях забезпечена.
Напруження згину в період пуску:
В
Висновок: Пѓ Fmax = 195.3 МПа ≤ [Пѓ F ] max 3 = 685 МПа, изгибная міцність зуба при перевантаженнях забезпечена.
2.4 Розрахунок конічної передачі на контактну витривалість
Питомий окружне зусилля
В
K HОІ = 1.07 см. [Балдін, Галевко; стор 66; рис 3.7]
K HV = 1,04 при HB <350, V = 3.83 м/с, і 8 го ступеня точності
K HО± = 1.07
В
Коефіцієнт сполучення форми поверхні зуба
В
Для О± w = 20 вЃ°
Z H = 1.76 * cosОІ = 1,76 * 0,867 = 1,52
Z м = 275 МПа, для сталевих коліс
В
Висновок: Пѓ H = 431,3 МПа ≤ [Пѓ H ] = 448,6 МПа, працездатність зубчастої передачі з контактної витривалості забезпечена.
3. Розрахунок валів на кручення. Попередній вибір підшипників
3.1 Умови міцності на кручення
П„ кр = T кр /W p <[П„ кр ] = 0.25 * 360 = 90 МПа для стали 45 (III вал)
вали I і II сталь 40Х Пѓ т = 640 МПа не з огляду дію згинальних моментів, приймаємо для валів [П„ кр ] = (20 ... 25) МПа,
приймаємо з урахуванням діаметра валу двигуна d = 28 мм, і з дообробки МУВП-25
діаметр вхідного ділянки ведучого валу під напівмуфту d в1 = 25 мм, тоді ділянка валу під кришку підшипника для упору напівмуфти 25 +6 = 32 мм. Під підшипник I вала приймаємо діаметр d в1п = 35 мм.
Приймаються діаметр проміжного вала під підшипником d в2 = 35 мм
Приймаються діаметр тихохідного валу під підшипником d в3 = 50 мм
Зусилля в зачепленні на швидкохідної ступені
Окружне зусилля Pt 12 = 2 * T II * 10 3 /d m 2 = 2 * 85.61 * 1000/154.56 = 1107 H
Радіальне зусилля Pr 1 = Pt 1...
